Оформление рабочих чертежей деталей. 4 страница
для косозубых колес
| Степень точности | Твердость раб. поверхности зубьев | Окружная скорость, м/с | ||
| 3 | 3-8 | 8-12,5 | ||
| 6 | 
| 1 1 | 1 1 | 1,1 1 |
| 7 |
| 1 1 | 1 1 | 1,2 1,1 |
| 8 |
| 1,1 1,1 | 1,3 1,2 | 1,4 1,3 |
мм.
Принимаем 
мм (модуль принимаем больше или равным рассчитанному).
Определяем угол наклона зуба, исходя из условия обеспечения осевого перекрытия не менее 10%, т. е. 
, тогда получим
(3.16)
.
Определяем суммарное число зубьев
(3.17)
Округляем число до целого и принимаем 
.
Определяем число зубьев шестерни
(3.18)
.
Колеса
(3.19)
.
По принятым числам зубьев уточняем передаточное число
.
Уточненное число должно отличаться не более, чем на 4% в любую сторону.
Уточняем угол наклона зубьев
(3.20)
.
Определяем делительные диаметры колес
мм (3.21)
мм
мм (3.22)
|
|
|
мм.
Так как у шестерни число зубьев 31, а минимальное равно 17, то принимаем передачу без смещения.
; 
.
3.1.4 Расчет коэффициента динамичности нагрузки
Определяем линейную скорость
м/с. (3.23)
м/с.
Согласно полученному значению выбираем степень точности по нормам плавности (табл. 3.11). Для этой скорости точность рекомендуется 9, но мы принимаем 8, поскольку на практике детали изготавливаются со степенью точности не ниже 8-й.
Таблица 3.11 – Ориентировочные рекомендации по выбору степени
точности зубчатых передач
| Степень точности не ниже | Окружная скорость | Характеристика передачи | |
| 
| ||
| 6 (высокоточная) | До 15 | До 25 | Высокоскоростные передачи |
| 7 (точная) | До 10 | До 17 | Повышенные скорости, повышенные нагрузки |
| 8 (средней точности) | До 6 | До 10 | Общего применения |
| 9 (пониженной точности) | До 2 | До 3,5 | Тихоходные передачи |
, м/с
Рассчитываем коэффициент динамичности нагрузки при контактных напряжениях
(3.24)
При изгибных напряжениях
(3.25)
|
|
|
где 
, 
- удельная окружная динамическая сила
(3.26)
(3.27)
где 
, 
- коэффициенты, зависящие от геометрии зубчатого зацепления и твердости колеса (табл. 3.12);
, 
- коэффициенты, учитывающие влияние погрешности шагов (табл. 3.13).
Таблица 3.12- Коэффициенты и
| Н1<350HB или H2<350HB | H1>35HRC или H2>35HRC | |
| Прямозубые колеса |  , 
|  ,
|
| Косозубые колеса |  , 
|  ,
|
Таблица 3.13 – Коэффициенты 
и
| Модуль m, мм | Степень точности | |||||
| 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | |
m  3,55
| 17 | 28 | 38 | 47 | 56 | 73 |
| 3,55<m 10
| 22 | 31 | 42 | 53 | 61 | 82 |
| m>10 | - | 37 | 48 | 64 | 73 | 100 |
.
.
.
.
3.1.5 Проверка выполнения условия прочности по контактным напряжениям
Условие прочности по контактным напряжениям имеет вид
,
где 
- действующее напряжение в контакте зубьев,
- допускаемое напряжение в контакте зубьев
; (3.28)
.
Проверяем по допускаемому напряжению
МПа – Условие выполнено.
3.1.6 Проверка выполнения условия прочности по напряжениям изгиба
Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса
|
|
|
. (3.29)
.
.
Определяем коэффициент формы зуба
. (3.30)
.
.
Определяем напряжение изгиба:
(3.31)
где kF a = 1 – коэффициент неравномерности нагружения зубьев;
- коэффициент осевого перекрытия, определяется по формуле:
.
Для шестерни:
МПа
Для колеса:
МПа
Условие прочности по напряжениям изгиба можно считать выполненным.
3.1.7 Определение геометрических параметров зубчатой передачи
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса
мм. (3.32)
мм.
мм.
Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса
мм. (3.33)
мм.
мм.
3.1.8 Определение сил в зацеплении
Окружная сила:
Н (3.34)
Н
Радиальная сила:
Н (3.35)
Н
Осевая сила:
Н (3.36)
|
|
|
Н.
3.2 Проектировочный расчет зубчатой конической ортогональной передачи с прямыми зубьями
Исходные данные:
Рассчитать зубчатую коническую прямозубую передачу одноступенчатого редуктора с моментом на выходе 
Н·м.
Частоты вращения входного и выходного валов передачи равны 
об/мин и 
об/мин соответственно (передаточное число 
).
Передача нереверсивная. Шестерня передачи расположена консольно относительно опор. Время безотказной работы 
часов в тяжелом режиме нагружения.
Зубчатые колеса изготовлены из стали 
, закаленной по поверхности до твердости 
, термообработка типа «улучшение» с последующей закалкой ТВЧ по контуру до заявленной твердости.
В качестве параметров исходного контура инструмента принять:
- коэффициент высоты головки зуба;
- коэффициент высоты ножки зуба;
- коэффициент радиального зазора;
- угол профиля рейки.
3.2.1 Определение допускаемых напряжений
Расчет допускаемых напряжений по контакту и по изгибу не зависит от типа зубчатой передачи. Поскольку исходные данные для расчета рассматриваемой конической передачи совпадают с аналогичными данными цилиндрической передачи (п. 3.1), то в качестве допускаемых напряжений можно принять значения, полученные в п. 3.1. Следовательно, имеем:
- допускаемое напряжение усталостной прочности по контакту:
МПа;
- допускаемые напряжения усталостной прочности по напряжениям изгиба:
для шестерни: 
МПа;
для колеса: 
МПа.
3.2.2 Расчет геометрии передачи из условия прочности по контактным напряжениям
На этапе проектировочного расчета, как и в п. 3.1, значение коэффициента динамичности нагрузки полагается равным 
.
Коэффициент концентрации нагрузки 
зависит от величины конструктивного коэффициента 
, 
, где 
- ширина зубчатого венца. В свою очередь, для определения 
необходимо задать коэффициент ширины зубчатого венца 
, значения которого лежат в диапазоне 
. Выбираем 
. Тогда для конструктивного коэффициента имеем
(3.37)
Используя данные табл. 3.5, для заданного по условию консольного размещения шестерни относительно опор получаем
,
Аналогично можно определить значение коэффициента концентрации нагрузки при расчете на изгиб 
. Согласно табл. 3.9 запишем
Дата добавления: 2021-06-02; просмотров: 36; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!